庄碧瑶 陈振乾

东南大学能源与环境学院

0 引言

大型温室多属于高大空间建筑，体积大、围护结构传热量大，且需要满足不同工况需求。因此不仅要研究温室展厅高大空间的空调方式，更要对展厅温湿度范围和均匀性进行研究，既能使温室环境满足作物生长需求，又能满足观光人员热舒适性要求。

本文研究对象为南京某高大空间温室展厅，主要研究上送下回、侧送下回两种空调方式下的室内温度、湿度和速度分布状况，分析不同送风方式下工作区的气流组织特点。

1 数学仿真模型建立

1.1 物理模型及边界条件

温室展厅属于Venlo 型玻璃温室，屋脊东西走向，立面玻璃幕墙，屋面采光顶。东西南墙均为立面玻璃幕墙，材质为均质6+12A+6 双钢化中空玻璃（由于铝合金窗和玻璃幕墙地弹门所占面积比例较小，墙体按同一材质处理）。屋面采光顶玻璃为均质6+1.52PVB+6 双钢化夹胶玻璃，内表面与水平面夹角为23°，上方布置遮阳网。温室展厅的跨度（Y）为18 m（0≤Y≤18），其长度（X）为32 m（-16≤X≤16），其顶高（Z）为8.2 m（-4.1≤Z≤4.1），屋顶间距为3 m。

文献[1]提供了部分室内植物的散湿量，取散湿量指标300 g/(m2h)，并假设植物叶片面积为0.5 m2，即一株植物的散湿量为150 g/h。将植株简化为距地面0.5 m 的、尺寸为1 m×0.7 m×0.7 m 的长方体热湿源，在温室内均匀布置128 株植物，处理温室内植株时，仅考虑其湿负荷，忽略其冷热负荷。

展厅内夏季最高温度不超过36 ℃，冬季不低于10 ℃，宜控制在20～30 ℃，相对湿度不低于30%，宜控制在60%～80%之间，室内温差控制在2 ℃左右。因此本文冬夏季室内空调设计参数如下：温度为25 ℃，相对湿度为60%。利用鸿业负荷计算软件，结合展厅围护结构热工参数（表1），对温室展厅进行负荷计算。经计算，展厅室内冷负荷为131.33 kW，热负荷为92.16 kW，室内湿负荷为5.33 g/s，并采用一次回风系统处理室内空气。

表1 围护结构边界条件设置

本文采用上送下回和侧送下回两种空调方式，上送下回送风方式在6.6 m 高度处均匀布置了15 个旋流送风口。侧送下回送风方式在南北两侧3 m 高度处分别布置了6 个旋流送风口，两者均在底部距地面0.5 m 处，设置4 个单层百叶回风口。分别建立物理模型（图1）。

图1 温室展厅物理模型

1.2 数学模型

在研究展厅室内流场分布情况时，为简化数值模拟计算过程，作以下假设[2-3]：1）温室外覆盖的玻璃层温度分布均匀。2）不考虑温室各覆盖材料的蓄热作用。3）各固体壁面对辐射的吸收率视为常数。4）参与热辐射的表面全部作为漫灰表面处理。5）温室围护结构的传热按照固定的传热系数进行计算。6）室内空气流动符合Boussinesq 假设。

本模拟中，温室湍流模型选择标准k-ε 湍流模型，在处理近壁面气流流动中发生的质能传输时常采用壁面函数法。使用了非灰度（即考虑辐射的颜色特征——波长范围）的DO 模型来计算辐射传播路径和过程，用于描述墙壁，屋顶和地面相互耦合的对流热传递和长波辐射能量交换。

1.3 网格独立性检验

运用CFD 分析计算大空间室内热环境时，模型网格的数量、质量对计算结果的影响至关重要[4]。网格数量增加收敛时间也随之增加，但网格数较少时，其计算值与模型试验对比误差较大。且当网格数量增加到一定程度后，再继续增加网格时，压阻力系数、粘性阻力系数值趋于一条直线，精度提高甚微，计算时间却有大幅度增加，造成计算资源的浪费。因此，对于网格独立性的检验尤为重要，从而在保证数值计算结果准确性的前提下尽可能地提高计算机的运算效率。

网格独立性检验即检测数值计算结果与网格密度无关，通常的方法是以某一比例让网格数量增加到一定数值后，再增加网格数量，使计算结果变化将越来越小甚至不再变化。故此网格独立性检验在一定程度上弥补了无试验数据支撑的缺陷[5]。

本文对温室展厅共采用了4 种网格密度进行计算，网格数分别为:322033，476108，557988，708944，结果显示网格数控制在47 万左右即可满足本文室内热湿环境的计算要求。

1.4 工况设置

采用一次回风系统处理展厅室内空气，夏季送风温差为8 ℃，展厅送风量为13.98 kg/s。冬季送风温差为9 ℃，展厅送风量为10.2 kg/s，上送旋流风口尺寸为Φ630 mm，侧送旋流风口尺寸为Φ500 mm。表2 为旋流风口模拟工况设置。

表2 旋流风口模拟工况设置

2 模拟结果与分析

2.1 上送下回空调方案模拟

人员活动区域一般在2 m 以下，展厅景观层高度一般在1.5 m 左右，故截取温室展厅1.5 m 高度处的水平温度剖面图，上送下回空调方式夏季和冬季温度分布分别如图2（a）、图2（b）所示。

图2 距地面1.5 m 处的温度分布图

夏季空调工况下，温室展厅距离地面1.5 m 高度处的温度值在23 ℃～25 ℃之间，满足夏季温室室内设计温度要求，达到了较好的气流组织效果。但是由于上部送风的旋流风口送风速度较大，且冷空气沉降导致速度衰减过慢，在风口正下方出现局部过冷现象，使得风口垂直方向与风口周围区域之间有比较明显的温度分层，甚至部分区域温度高于25 ℃。

冬季空调工况下，1.5 m 高度处的水平面温差接近1 ℃，温度场基本在23 ℃左右，基本满足了冬季温室室内设计温度要求。由于热空气上浮，工作区温度低于设计温度2 ℃左右，是很正常的现象。

PMV（Predicted Mean Vote）指标代表了对同一环境下大多数人的冷热感觉。该指标综合考虑了人体活动程度，衣服热阻（衣着情况），空气温度，平均辐射温度，空气流动速度和空气湿度等六个因素。因此可用PMV 指标（表3）预测热环境下人体的热反应。ISO 提出-0.5＜PMV＜0.5 时满足人体热舒适要求。

表3 PMV 热感觉标尺

截取温室展厅1.5 m 高度处的PMV 剖面图，上送下回空调方式夏季和冬季PMV 分布分别如图3（a）、图3（b）所示。

图3 距地面1.5 m 处的PMV 分布图

夏季空调工况下，温室展厅距离地面1.5 m 高度处大部分区域-1＜PMV＜1，介于微暖与微凉之间，处于人体能接受的热舒适度范围内。但是风口正下方出现局部过冷现象，这是由于上部送风的旋流风口送风速度较大，且冷空气沉降导致速度衰减过慢，使得风口垂直方向与风口周围区域之间有比较明显的温度分层。冬季空调工况下，1.5 m 高度处大部分区域-0.5＜PMV＜0.5，满足了冬季展厅内热舒适要求。

2.2 侧送下回空调方案模拟

同样截取温室展厅1.5 m 高度处的水平温度剖面图，侧送下回空调方式夏季和冬季温度分布分别如图4（a）、图4（b）所示。

图4 距地面1.5 m 处的PMV 分布图

冬夏季室内1.5m 高度处的温差均控制在1 ℃左右（近壁面除外），夏季空调工况的温度场在23 ℃左右，冬季空调工况的温度场在24.5 ℃左右，均满足温室室内设计温度要求，达到了较好的气流组织效果。

截取温室展厅1.5 m 高度处的PMV 剖面图，侧送下回空调方式夏季和冬季PMV 分布分别如图5（a）、图5（b）所示。

图5 距地面1.5 m 处的PMV 分布图

夏季室内1.5 m 高度处大部分区域-0.5＜PMV＜0.5（近壁面除外），冬室内1.5 m 高度处0＜PMV＜1，均可满足温室内人体热舒适要求，达到了较好的气流组织效果。

2.3 模拟结果比较分析

为比较上送下回与侧送下回空调方式的气流组织特点，取y=3 m、y=9 m 和y=12 m 三个截面距地面1.5 m 高度处的温度、相对湿度、速度的平均值，分别作出不同工况下展厅1.5 m 处平均温度，平均相对湿度和平均速度沿X 轴方向的变化曲线。

图6 不同工况下展厅1.5 m 处平均温度沿X 轴方向的变化曲线

1）从图6 中可以看出不同工况下温度沿X 轴方向的变化情况，侧送下回空调方式的温度场比较均匀，冬季温差甚至在0.5 ℃以内，基本达到25 ℃室内设计参数，而夏天更是低于设计温度2 ℃左右。冬季侧送工况无论是从温度还是均匀性角度，均优于冬季上送工况，这是因为冬季热气流上浮现象，导致气流下送困难，甚至送风气流在下送过程中被冷空气中和。夏季上送工况扰动较大，尤其是风口正下方，与周围区域相比，温差甚至大于1 ℃。送风高度越高、送风速度越大，气流场受到的扰动越大、越不容易得到控制。

侧送下回空调方式，也就是分层空调[6]，实际上承担的负荷并不是全室空调的负荷，而为了与上送下回方式对比，设计时是按照全室空调负荷进行计算。因此，采用分层空调可以提高送风温度、减少送风风量，从而降低空调能耗。

2）从相对湿度变化曲线（图7）来看，除了夏季上送工况中由于风口往下直吹射程衰减太慢（送风相对湿度为94%），导致送风口正下方相对湿度偏大，其他工况均保持较好均匀性，且相对湿度均控制在60%-70%之间，满足室内湿度设计要求。

图7 不同工况下展厅1.5 m 处平均相对湿度沿X 轴方向的变化曲线

3）为满足冬季上送室内温湿度设计要求，上送旋流风口为Φ630mm，而这一尺寸对于夏季送风偏小，导致夏季送风速度偏大，使得风口正下方风速接近1 m/s，可以通过调节旋流风口送风角度以解决夏季送风局部过冷的问题。

在温室内，气流流速保持在0.5 m/s 左右时，可以促进植物的呼吸作用和蒸腾作用，气流效果最佳，超过5.0 m/s 的风速则会给植物造成物理障碍[7]。从图8中速度变化曲线可以看到，除夏季上送工况风口正下方区域，各工况速度分布均保持较好的稳定性与均匀性。而侧送下回与上送下回空调方式相比，冬季侧送工况风速在0.15 m/s 左右，夏季侧送工况风速也稳定在0.3 m/s 左右，无论是从风速还是稳定性角度，均优于上送下回方式。

图8 不同工况下展厅1.5 m 处平均速度度沿X 轴方向的变化曲线

4）侧送下回空调方式冬季PMV 值大于0，介于适中与微暖之间，表明冬季侧送工况有较大的优化空间。且夏季侧送工况不存在明显的局部过冷现象，因此综合考虑侧送方式效果更好。

3 结论

本文以高大空间温室展厅为研究对象，模拟了上送下回、侧送下回两种空调方式下的室内气流组织，通过分析冬夏季不同送风方式下工作区的气流组织特点，综合考虑冬夏季室内温度、相对湿度和速度分布状况及人体热舒适，得出结论：温室展厅更适宜采用侧送下回空调方式。因此，可以利用Airpak 软件，通过调整分层空调的送风高度、送风角度、送风速度等参数，进一步对空调区的气流组织形式进行优化，对空调的设计和改进具有一定借鉴意义。